Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Курсовая работа

Расчет трубчатого теплового аппарата



Задание

котел утилизатор тепловой газотурбинный

Спроектировать котёл утилизатор, уходящий газов для параметров газотурбинной установки ГТУ - 8 РМ. Температура воды на входе в утилизатор , температура перегретого водяного пара на выходе , давление пара . Расход уходящих газов , температура газов , температура газов на выходе из утилизатора .



Введение

Теплообменным аппаратом называют устройство, в котором осуществляется процесс передачи теплоты от одного теплоносителя к другому. Необходимость передачи теплоты возникает во многих отраслях техники.

По принципу действия теплообменные аппараты могут быть разделены на рекуперативные, регенеративные и смесительные.

Рекуперативными называются такие аппараты, в которых тепло от горячего теплоносителя к холодному передается через разделяющую их стенку. Процесс теплообмена протекает непрерывно и имеет обычно стационарный характер. Рекуперативные теплообменники подразделяют в зависимости от направления движения теплоносителей. Если теплоносители движутся параллельно в одинаковом направлении, теплообменник называют прямоточным, при противоположном направлении движения - противоточным. В теплообменнике с перекрестным потоком теплоносители движутся во взаимно перпендикулярных направлениях, при этом возможен однократный и многократный перекрестный ток.

Конструктивно рекуперативные теплообменники могут выполняться с пластинчатыми и трубчатыми рабочими поверхностями. Рабочей поверхностью теплообменника называется стенка, которая омывается с обеих сторон теплоносителями. Примером таких аппаратов являются парогенераторы, подогреватели, конденсаторы и т.п.

Регенеративными называются такие аппараты, в которых одна и та же поверхность нагрева омывается то горячим, то холодным теплоносителем. При протекании горячей жидкости тепло воспринимается стенками аппарата и аккумулируется в них. При протекании холодной жидкости ранее аккумулированная теплота ею воспринимается. Примерами таких аппаратов являются регенераторы мартеновских и стеклоплавильных печей, воздухоподогреватели доменных печей и т.п.

В рекуперативных и регенеративных аппаратах процесс передачи теплоты неизбежно связан с поверхностью твердого тела. Поэтому такие аппараты называются также поверхностными.

В смесительных аппаратах процесс теплопередачи происходит путем непосредственного соприкосновения и смешения горячего и холодного теплоносителей. Примером таких аппаратов являются башенные охладители (градирни), скрубберы и другие.

Специальные названия теплообменных аппаратов обычно определяются их назначением, например парогенераторы, печи, водонагреватели, испарители, перегреватели, конденсаторы, сушильные аппараты и т.д. Однако, несмотря на большое разнообразие теплообменных аппаратов по виду, устройству, принципу действия и рабочим телам задачами решается одна и та же - передача теплоты от горячей жидкости к холодной. Поэтому и основные положения теплового расчета для них остаются общими.

По характеру движения теплоносителей относительно теплопередающей поверхности теплообменные аппараты делят на три типа: с естественной циркуляцией, с принудительной циркуляцией, с движением жидкости под действием сил гравитации. К теплообменным аппаратам с естественной циркуляцией относятся испарители, выпарные аппараты, водогрейные и паровые котлы, у которых теплоноситель движется благодаря разности плотностей жидкости и образующейся парожидкостной смеси. К теплообменным аппаратам с принудительной циркуляцией относятся рекуперативные теплообменники, выпарные аппараты, испарители, а к аппаратам с движением жидкости под действием сил гравитации - конденсаторы, оросительные теплообменники.

По роду теплового режима теплообменные аппараты могут быть со стационарными процессами теплообмена. Рекуперативные теплообменные аппараты в основном работают в установившемся стационарном режиме, а регенеративные - в нестационарном режиме.

По виду поверхности теплообмена рекуперативные теплообменные аппараты делят на кожухотрубные, пластинчатые, трубчатые.



1. Теоретическая часть

Трубчатые теплообменные аппараты характеризуются простой конструкцией, малыми габаритами, высоким уровнем теплопередающей мощности и адекватной ценой. Такой тип теплообменников получил широкое применение в области химического производства.

Конструкция трубчатого теплообменника состоит из резервуара, выполненного в форме цилиндра, в который встроена трубная секция. Трубная секция представляет собой блок из параллельно проложенных трубок, которые закреплены в трубных решетках или досках. Трубчатый теплообменник оснащен двумя камерами (полостями): трубной полостью и полостью корпуса. В трубной секции течет одно вещество, а в межтрубном пространстве корпуса - другое. Эффективность процесса теплообмена повышается посредством поворота направляющих щитков в корпусе, что способствует изменению направления течения среды.

В конструкциях, где доступ к трубкам снаружи затруднен, среда, находящаяся внутри корпуса, не должна способствовать образованию отложений. Трубки в таких аппаратах можно очистить только предварительно удалив боковые обечайки.

Конструкция теплообменного аппарата с U-образными трубками представляет собой одну трубную решетку, в которую вварены U-образные трубки. Округленная часть трубки свободно опирается на поворотные щитки в полости корпуса. К плюсам такого типа конструкции можно отнести возможность линейно расширять трубки, что обеспечивает возможность работ при большем перепаде температур. Для того, чтобы очистить трубки, необходимо вынуть из корпуса всю трубную секцию. Очищение возможно только путем химической очистки.

Трубчатые теплообменные аппараты могут применяться в качестве конденсаторов. В таких случаях, теплообменники располагают в вертикальном или наклонном положении. В полость корпуса поступает пар, где он и конденсируется. Конденсат накапливается в углублении, после чего подается наружу. Пары, которые не конденсируются, выводятся посредством вытяжного клапана. Охлаждающая среда течет по трубам.

Трубчатые теплообменные аппараты часто используются в испарителях, где устанавливаются в вертикальном или наклонном положении. Испаряющаяся среда течет вниз по открытым трубкам. Она закипает и в виде пузырьков пара разбрызгивается в камере испарителя. Греющий пар находится внутри полости корпуса. В соответствии с выбранным режимом, испарители могут быть: проточными аппаратами (жидкость протекает через испаритель только один раз); аппаратами естественной циркуляции (жидкость течет в замкнутом цикле по рециркуляционной трубке).

Трубчатые теплообменники часто используются в отопительных котлах.



2. Методика расчёта теплообменного аппарата

2.1 Тепловой конструктивный расчет

Основополагающими соотношениями для теплового расчета любого теплообменного аппарата являются уравнения теплового баланса и теплопередачи. Основным моментом расчета является, как правило, определение значения среднего для всей поверхности теплообмена коэффициента теплопередачи k.

Уравнение теплового баланса для поверхностного аппарата в общем случае имеет вид

где Q - тепловая мощность аппарата, кВт;

G₁, G₂ - массовые расходы первичного и вторичного теплоносителей, кг/с;

С_p1, с_р2 - теплоемкости первичного и вторичного теплоносителей, кДж/(кг-К);

, - температуры первичного и вторичного теплоносителей на входе в аппарат, ⁰С;

, - температуры первичного и вторичного теплоносителей на выходе из аппарата, ⁰С.

Тогда выражение для нахождения температуры дымовых газов будет выглядеть так:



Используя уравнение теплового баланса, найдем температуру дымовых газов, для этого определим количество теплоты, передаваемого в единицу времени:

Далее необходимо рассчитать средний температурный напор:

Уравнение теплопередачи запишем следующим образом:

Площадь теплоотдачи:

Параметры воды и дымовых газов при средних температурах:



Площадь поперечного сечения:

Найдем число Рейнольдса для течения теплоносителя в трубочках:

Количество трубочек:

Далее находим число Нуссельта:

Коэффициент теплоотдачи внутри трубок:

Находим скорость дымовых газов обтекающих трубочки:



Где F - площадь площади входа и выхода теплоносителя;

Определим коэффициент теплоотдачи со стороны дымовых газов. Найдем число Нуссельта:

Коэффициент теплоотдачи:

Определим коэффициент теплопередачи по формуле для цилиндрической поверхности:

Рассчитаем площадь теплообмена по формуле:

Определим общую длину труб теплообменника как:



Где - средний диаметр трубочек.

Расчётная часть

Схема трубчатого теплообменного аппарата

Для расчёта теплообменного аппарата, примем противоточную схему теплоносителей. В качестве поверхностного теплообмена будем использовать трубчатую матрицу.

Для начала необходимо составить уравнение теплового баланса, для трёх участков теплообменного аппарата.

Величина теплового потока для всего ТА:

.

Параметры дымовых газов:

Расход: ;

Теплоёмкость: .

.

Определим расход пара:



.

Величина теплового потока на первом участке:

.

Температура дымовых газов в начале участка испарения воды:

.

Величина теплового потока на втором участке:

.

Величина теплового потока на третьем участке:

.

Температура дымовых газов на выходе из участка испарения:

.

При средней температуре на первом участке, вода имеет физические характеристики:

₁ = 0,68589 Вт/(мК),

₁ = 941,42 кг/м³,

₁ = 0,23810-⁶ м²/с,

Примем скоростью движения воды в трубочках w2^I = 0.5 м/с, При заданных параметрах условию удовлетворяет значение внутреннего диаметра трубки . Найдём число Рейнольдса:

Так как Re > 10⁴, то режим движения потока является турбулентным.

Рассчитаем количество трубочек на первом участке:

.

Принимаем количество трубок = 32, трубки размещаются в шахматном порядке:

Схема расположения трубок



Принимаем шаг между осями труб в ряду .

Рассчитаем длину трубки, на всём участке теплообмена.

Примем коэффициент теплопередачи .

Рассчитаем средний температурный напор:

.

Общая площадь теплообмена:

.

Общая длинна труб теплообменника:

.

При средней температуре на третьем участке, перегретый пар имеет физические характеристики:

₁ = 4,72*10^-2 Вт/(мК);

₁ = 12,56 кг/м³;

₁ = 1,5610-⁶ м²/с.

Определим скорость на участке перегрева водяного пара. Для унификации конструкции теплообменника, примем такой же диаметр трубочек как и на участке подогрева воды (экономайзера), а так же их количество. Скорость движения в трубочках составит:

Принимаем количество трубок: = 32

.

Число Рейнольдса:

.

Для нахождения коэффициента теплоотдачи от жидкости используем:

.

Подставляем численные значении:

.

Найдём коэффициент теплоотдачи от перегретого пара для третьего участка:

Подставляем численные значения:

.

Найдём коэффициент теплоотдачи при движении кипящей воды в трубах на втором участке, тогда:



.

Подставляем численные значения:

.

Для нахождения коэффициента теплоотдачи на втором участке, нужно посчитать коэффициент теплоотдачи кипения:

.

Рассчитаем тепловой поток q:

.

Подставим численные значения:

.

Задаёмся давлением Р = 3 МПа. Для правильности расчета значение берём в барах.

.

Подставляем численные значения и определяем коэффициент теплоотдачи на втором участке:

Теперь необходимо найти коэффициенты теплоотдачи со стороны дымовых газов. Для этого зададимся размерами проточной части.

Проточная часть. Вид спереди

Высота корпуса: Н = 0,4 м;

Высота трубки: H_труб = 0.35 м;

Ширина корпуса: b = 2.3d_нар *(N_тр1+1).

Ширина рассчитывается с учетом того, что 32 трубочки расположены в два ряда, в шахматном порядке, таким образом что расстояние между осями трубочек одного ряда составляет 2.3 d_нар..

Найдем площадь газа:



Подставим численные значения:

.

Для того что бы найти число Рейнольдса на третьем участке, определим скорость дымовых газов.

Определяем параметры дымовых газов на третьем участке, при средней температуре:

_г3 = 80,6*10-⁶ м²/с;

_г3 = 0,444 кг/м³;

Pr_г3= 0,63;

_г3 = 6,76*10^-2 Вт/(мК).

Рассчитаем и примем скорость движения дымовых газов при обтекании трубочек:

.

Рассчитаем коэффициент теплоотдачи на третьем участке, при поперечном обтекании трубочек дымовыми газами:

.



Рассчитаем коэффициент теплоотдачи на втором участке, при поперечном обтекании трубочек дымовыми газам.

Определяем физические характеристики при средней температуре:

_г2 = 64,67*10-⁶ м²/с;

Pr_г2= 0,92;

_г2 = 5,93*10^-2 Вт/(мК).

Найдем число Рейнольдса:

.

Число Nu:

.

Коэффициент теплоотдачи:

.

Рассчитаем коэффициент теплоотдачи на первом участке, при поперечном обтекании трубочек дымовыми газам.

Определяем параметры при средней температуре:

_г1 = 45,67*10-⁶ м²/с;

Pr_г1= 0,93;

_г1 = 4,83*10^-2 Вт/(мК).

Найдем число Рейнольсда:



.

Число Nu:

.

Коэффициент теплоотдачи:

.

Корпус котла утилизатора выполнен из нержавеющей стали, марки 12Х18Н9Т.

Определяем физические характеристики:

_н.с = 7950 кг/м³;

_н.с = 14,4+0,016t Вт/(мК).

Коэффициент теплопередачи трех участков теплообменного аппарата.

Третий участок:

Температура дымовых газов

^III_н.с = 14,4+0,016·525=22,8 Вт/(мК)

.

Второй участок:

Температура дымовых газов

^II_н.с = 14,4+0,016·427=21,2 Вт/(мК)

.

Первый участок:

Температура дымовых газов

^I_н.с = 14,4+0,016·299=19,1 Вт/(мК)

.

Рассчитаем средний температурный напор для трех участков.

Первый участок:

.

Второй участок:

.



Третий участок:

.

Определим длину трубочек на трех участках.

Первый участок:

.

Второй участок:

.

Третий участок:



.

Уточним коэффициент теплоотдачи на втором участке, с новым значением длинны L₂ = 40.8 м.

Тепловой поток:

.

Коэффициент теплоотдачи кипения:

.

Коэффициент теплоотдачи на втором участке:

.

Коэффициент теплопередачи на втором участке:



.

Найдем новую длину второго участка, при новых значениях:

.

При пересчёте, было выяснено, что длина второго участка увеличилась. В дальнейших расчётах принимаем L_II = 42.4 м.

Определим количество загибов трубочек на участках.

.

Первый участок:

.

Примем число загибов равным 57.

Второй участок:

.

Третий участок:

.

Примем число загибов равным 21.



2.2 Гидравлический расчет

Гидравлический расчет теплообменного аппарата включает в себя определение необходимой мощности, затрачиваемой на перемещение в нем теплоносителей:

где V - объемный расход теплоносителя, - перепад давления в потоке теплоносителя.

Гидравлическое сопротивление трения проявляется на участках безотрывного течения теплоносителя в каналах. Потери давления на преодоление сил трения во входном и выходном патрубках рассчитываются по формуле:

где - коэффициент сопротивления трения, и w - средняя плотность и средняя скорость рабочей среды в канале, - длина канала.

Коэффициент сопротивления трения будет определяться по следующей формуле:

Потери давления на поворот потока определяются по формуле:



где - коэффициент местного сопротивления при повороте.

Потери на трение по длине трубок:

Потери на обтекание трубного пучка:

Расчётная часть

Схема гидравлических потерь

Определим коэффициент сопротивления трения воды. Участок 1-2 равен участку 43-44.



.

Так как поток турбулентный (Re = 33613), коэффициент гидравлического трения определяется по формуле Блазиуса:

.

Параметры воды при температуре 124 єС:

₂ = 941,42 кг/м³;

w₂ = 0.5 м/с²;

.

Потери на трение потока, на участке 1-2, 43-44, рассчитываются как:

.

Рассмотрим участки 3-1..41-42. Они равны между собой. Определим коэффициент сопротивления трения воды. Участки 3-4…41-42 равны между собой.

.

Определим потери потока при повороте.

Участки 2-3, 4-5…40-41, 42-43 равны между собой.

.

Коэффициент трения:

.

Длина поворота:

.

Коэффициент поворота зависит от градуса поворота. Так как поворот составляется 180єС, используем коэффициент поворота равный

Найдем потери потока на повороте:

.

Общие потери на первом участке:

.

Определим потери на обтекании трубного пучка (для дымовых газов).

Скорость дымовых газов w_г = 75 м/с².

Коэффициент сопротивления для пучков труб при поперечном обтекании (перпендикулярно оси труб):

Для третьего участка:

Число рядов в пучке в направлении движения m₃ = 22;

Число Re₃ = 16749;

₃ = 0,988 кг/м^3;

t_cp3 = 89.26 єC;

.

Тогда:

.

Для второго участка:

Число рядов в пучке в направлении движения m₂ = 103;

Число Re₂ = 20897;

₂ = 0,815 кг/м³;

t_cp2 = 166.49 єC;

.

Тогда:

.

Для первого участка:

Число рядов в пучке в направлении движения m₁ = 58;

Число Re₁ = 29559;

₁ = 1.1194 кг/м³;

t_cp1 = 29.25 єC;

.

Тогда:

.

Для обеспечения рассчитанного перепада давления, будем использовать два вентилятора. Один на нагнетание, второй, на разряжение.

Характеристики насосов для прокачки теплоносителя выбираем из литературных источников.

Для прокачки воды выбираем насос СЭ-800-100 центробежный, горизонтальный, спирального типа, с рабочим колесом двухстороннего входа, одноступенчатый, с приводом от электродвигателя.

Мощность: N=320 кВт

2.3 Прочностной расчет

Цель расчета на прочность - определение способности конструкции теплообменного аппарата сопротивляться статическим и динамическим нагрузкам, которые возникают при эксплуатации аппарата и обусловлены как его конструкцией, так и режимом его работы [4]. Расчет на прочность элементов конструкции теплообменного аппарата может выполниться как конструкторский и как поверочный. При конструкторском расчете определяются основные размеры аппарата, удовлетворяющие условиям прочности.

Расчет на прочность может выполняться по предельным напряжениям или по предельным нагрузкам. Расчет по предельным нагрузкам применяется для аппаратов, выполненных из пластичных материалов, таких как малоуглеродистые стали, медь и ее сплавы и т.д. В этом случае за опасное значение принимается величина напряжения, вызывающего общую пластическую деформацию всего нагруженного узла. Расчет по предельным напряжениям производится для аппаратов, выполненных из хрупких материалов (например, закаленной стали), разрушение которых наступает без заметных пластических деформаций. В расчете по предельным напряжениям пределом несущей способности конструкции является достижение в любом сечении конструкции предела текучести.

Расчеты теплообменных аппаратов на прочность должны производиться в соответствии с требованиями нормативных документов. За расчетную температуру, по которой определяются физико-механические характеристики материалов и допускаемые напряжения в отдельных узлах аппарата, принимается наибольшее значение температуры протекающего в аппарате теплоносителя. Расчетное давление принимается равным наибольшему давлению теплоносителя с учетом давления срабатывания предохранительных клапанов на соответствующих подводящих трубопроводах. Для элементов, разделяющих пространства с разными давлениями, за расчетное принимается либо каждое давление по отдельности, либо то, которое требует наибольшей толщины стенки, либо разница давлений между средами.

Кроме определения уровня усилий и напряжений в элементах конструкции и удовлетворяющих условиям прочности размеров этих элементов к прочностным относятся также расчеты тонкостенных оболочек на устойчивость, расчет термических напряжений от различного теплового удлинения трубок поверхности теплообмена и кожуха аппарата, а также расчет трубок на вибрацию.

Расчет на прочность производится по номинальным допускаемым напряжениям. Под номинальным допускаемым напряжением понимается напряжение, используемое в расчетах для определения минимальной допускаемой толщины стенки и максимального допускаемого давления, в зависимости от принятых расчетных условий работы аппарата и марки стали или сплава, из которого изготовлен аппарат или его узел.

Характеристиками прочности материала являются следующие величины:

* временное сопротивление или предел прочности при комнатной и расчетной температурах;

физический предел текучести при расчетной температуре;

предел длительной прочности при расчетной температуре.

При выборе допускаемых напряжений величины пределов прочности и текучести принимаются равными минимальным значениям, установленным в соответствующих стандартах или технических условиях для металла данной марки.

Нормативное допускаемое напряжение определяется из условий:

,??,??

где , , - коэффициенты запаса прочности относительно соответствующих пределов.

Рекомендуемые значения коэффициентов запаса

Условия нагружения	Величина коэффициента запаса
Рабочие условия Гидравлические испытания Условия монтажа	1,5 1,1 1,1	2,4 - -	1,5 - -



Нормативное допускаемое напряжение принимается наименьшим из двух значений ( и ) при условии, что расчетная температура не превышает для углеродистых сталей 380°С, для низколегированных - 420°С и для легированных аустенитных сталей - 525°С. Если расчетная температура превышает эти величины, то нормативное допускаемое напряжение принимается как меньшее из двух напряжений: и .

Прочностной расчет корпуса

Номинальная толщина (S) стенки цилиндрической обечайки корпуса, работающего под внутренним давлением (P), определяется по зависимости:

где - расчетное давление, Мпа,

- внутренний диаметр корпуса аппарата, м,

- допускаемое напряжение в крышке, донышке или заглушке, Мпа,

С=0,002 - прибавка к толщине стенки, м,

К - коэффициент, зависящий от конструкции крышки и метода закрепления.

Для корпуса используем теплоустойчивую легированную

сталь 12 МХ, предел текучести для данной стали равен . С помощью формулы и таблицы 1 определим допускаемое напряжение .



Приведенная формула справедлива при условии .

Величина прибавки С принимается равной не менее 1…5 мм.

Расчётная часть

Используя формулу и таблицу, определим допускаемое напряжение на корпус :

.

Номинальная толщина (S₁) стенки корпуса, работающего под внутренним давлением (P), определяется по зависимости:

.

K = 0.5 - коэффициент;

Р_в = 0,05 - давление в корпусе, МПа;

D_В = 0,4 - высота корпуса;

- прибавка к толщине стенки, м.

.

Прочностной расчет трубок теплообменного аппарата

Распределение напряжений в толстостенной трубе

Толщина стенки трубочек теплообменного аппарата, работающего под внутренним давлением (P), определяется по зависимости:

где - расчетное давление, Мпа,

- внутренний диаметр трубочек, м,

- расчетный коэффициент прочности сварного шва,

С=0,002 - прибавка к толщине стенки, м,

- допускаемое напряжение, Мпа.

Для трубочек используем сталь 20, предел текучести для данной стали равен . С помощью формулы и таблицы 1 определим допускаемое напряжение .

Приведенная формула справедлива при условии .

Коэффициент прочности учитывает ослабление конструкции при наличии сварных швов. При расчетах принимают значение в пределах от 0,65 до 1,00.

Величина прибавки С принимается равной не менее 1…5 мм.

Расчётная часть

Толщина стенки трубки, работающего под внутренним давлением (P), определяется по зависимости:



.

где - расчетное давление, МПа;

- внутренний диаметр трубки, м;

- расчетный коэффициент прочности сварного шва;

- прибавка к толщине, м;

- допускаемое напряжение, МПа.

Коэффициент прочности учитывает ослабление конструкции при наличии сварных швов. При расчетах принимают значение в пределах от 0,65 до 1,00.

Величина прибавки C принимается из условия C =0,05S, но не менее 1 мм.

Прочностной расчет болтовых соединений. Выбор болтов

Рабочую температуру болта или шпильки принимают равной температуре рабочей среды. При расчете болтов или шпилек определяется их диаметр и количество.

Допускаемые напряжения для болтов

Температура,	Марка стали
	ВСт3сп	ВСт4сп	20	40	35Х	35ХМ	25Х1МФ
20 100 200 250 300 350 400 450	105,0 97,0 88,0 83,0 78,0 - - -	110,0 102,0 95,0 90,0 85,0 - - -	110,0 106,0 100,0 95,0 90,0 80,0 - -	148,0 140,0 130,0 120,0 110,0 100,0 80,0 -	205,0 190,0 175,0 165,0 155,0 145,0 130,0 -	266,0 250,0 230,0 220,0 210,0 200,0 165,0 115,0	300,0 290,0 275,0 270,0 260,0 245,0 220,0 180,0



Рекомендуемое значение шага болтов из условия местного раскрытия фланцевого соединения принимается равным (здесь D - внутренний диаметр корпуса аппарата, м).

Расчетное количество болтов определяется соотношением:

где - диаметр болтовой окружности, м.

Принимается значение числа болтов, округленное в большую сторону, причем желательно, чтобы полученное значение было кратным четырем. Допускается при принимать значение числа болтов, округленное до ближайшего большего целого числа, при число болтов должно быть кратным двум, но не менее четырех.

Нагрузка на болта в рабочих условиях должна компенсировать внутреннее давление и создавать удельное давление на прокладку, обеспечивающее герметичность в рабочих условиях. В составе фланцевых соединений теплообменных аппаратов ПТУ применяются прокладки мягкие (из фторопласта, резины или паронита) и металлические (из алюминия, меди или стали).

Минимальное усилие на прокладку R, необходимое для сохранения плотности при рабочих условиях, вычисляется с помощью соотношения

где - расчетный диаметр прокладки, м;

- эффективная ширина прокладки (м), определяется согласно таблице 3;

- удельное давление на прокладку в рабочих условиях, МПа,

- коэффициент, определяется согласно таблице 3;

x - для металлических прокладок;

Выберем в качестве материала для прокладки паронит с характеристиками по таблице:

Тип прокладки	Материал	Эффективная ширина b, мм	Расчетная среда
			Вода	Пар
			m		m
Мягкая	Фторопласт		1,25	25	1,25	25
	Паронит		1,50		2,50
	Резина мягкая		1,00	10	1,00	10
	Резина твердая		1,00	20	1,00	21
Метал- лическая	Алюминий		2,00		3,50
	Медь		2,50		4,50
	Перлитная сталь		3,00		5,00
	Аустенитная сталь		3,50	100	6,00

Температура,	20	200	300	400
х	1,0	1,5	2,0	2,5

Растягивающее усилие в болтах от рабочего давления, определяется по формуле:



Расчетное усилие, воспринимаемое болтами в рабочих условиях, при расчетной температуре ниже 400 єС определяется по формуле:

Напряжение в болтах в рабочих условиях вычисляется по соотношению

где - допускаемое напряжение при рабочей температуре, МПа; определяется по таблице 2.

Расчётная часть. Прочностной расчет болтового соединения

Рекомендуемое значение шага болтов из условия местного раскрытия фланцевого соединения принимается равным:

.

D = 0,4 - внутренняя высота корпуса аппарата, м.

Расчетное количество болтов определяется соотношением:

.

Так как минимальное допустимое число болтов 0,75, выберем количество болтов 6. Нагрузка на болты в рабочих условиях должна компенсировать внутреннее давление и создавать удельное давление на прокладку, обеспечивающее герметичность в рабочих условиях.

Усилие на прокладку (паронид), вычисляется как:

.

= 0.03 - эффективная ширина прокладки. м;

= 0,0094 - расчётный диаметр прокладки, ;

q = m·x·P =9 - удельное давление на прокладку в рабочих условия, МПа.

Найдем растягивающие усилие в болтах, зависящие от рабочего давления:

.

Расчетное усилие, воспринимаемое болтами в рабочих условиях, при расчетной температуре ниже 400 єС определяется по формуле:

.

Определим напряжение в болтах, в рабочих условиях:



.

Прочностной расчет фланцевых соединений

Расчет фланцевых соединений включает в себя расчет болтов и расчет фланцев.

Конструкция фланцев и основные размеры, необходимые для их расчета приводятся [4] на рисунке 4.

Плоский фланец

Толщина стенки S и внутренний диаметр фланца D принимаются равными соответствующим размерам корпуса аппарата. Толщина стенки цилиндрического участка фланца с коническим переходом, а так же цилиндрической части плоского фланца равна .

Наружный диаметр фланца равен:



При расчете плоских приварных фланцев толщина тарелки определяется по соотношению:

Изгибающий момент от усилий, действующий в рабочем состоянии, определяется по формуле:

Расчетные схемы фланцев приводятся на рисунке 5. Соответствующие плечи действующих сил равны:

- для силы (усилия от давления в корпусе) -

- для силы, действующей на прокладку, -

- для силы, действующей на внутренний участок тарелки фланца, - .

Расчетные схемы плоских приварных фланцев



Момент сопротивления плоского фланца рассчитывается по формуле:

Для всех типов фланцевых соединений значение редуцированного диаметра отверстия определяется следующим образом:

при

при

Напряжение во всех фланцах во всех сечениях определяется по известному соотношению

где М - изгибающий момент,;

W - момент сопротивления, м³.

Допускается превышение расчетного напряжения над допускаемыми на 5%.

Расчётная часть. Прочностной расчет фланцевых соединений

Толщина стенки S и внутренний диаметр фланца D принимаются равными соответствующим размерам корпуса аппарата. Толщина стенки цилиндрического участка фланца с коническим переходом, а так же цилиндрической части плоского фланца, равна , где величина прибавки С должна быть не более 5 мм.

.

Наружный диаметр фланца равен мм.

При расчёте плоских приварных фланцев толщина тарелки определяется по формуле:

.

Изгибающий момент, от усилий действующий в рабочем состоянии, рассчитывается как:

.

Найдем ,,- плечи действующих сил:

.

= 0,07625 м - расстояние от оси болтового отверстия, до оси отверстия фланца.



.

Подставим числовые значения и посчитаем изгибающий момент:

Расчетные схемы плоских приварных фланцев

Момент сопротивления плоского фланца рассчитывается по формуле:

.

Напряжение во всех фланцах определяется как:



.

Прочностной расчет опор аппарата

Опоры вертикальных аппаратов выполняются обычно сварочными из стальных листов и фасонного проката. Количество опор, как правило, равняется двум, трем или четырем. Расчет опор производится по максимальному весу аппарата при заполнении его водой, для проведения гидроиспытаний.

Общая площадь всех опор составляет:

где - суммарная площадь всех опор аппарата , м² (см. рисунок 6)

- вес аппарата, заполненного водой, т,

- допускаемое напряжение в фундаментах, МПа. Для фундаментов из бетона допускаемое напряжение принимается равным 2 МПа, а для фундаментов из кирпичной кладки - (0,7…0,8) МПа,

- количество опор.

Нагрузка, приходящаяся на одну опору, равняется:



а б

Опоры вертикального аппарата (а) и эскиз опор (б)

Толщина ребра опоры рассчитывается по зависимости:

где - толщина ребра, м,

- число ребер в опоре,

А - вылет опоры, м,

- допускаемое напряжение материала опоры на изгиб, МПа,

- коэффициент, зависящий от гибкости ребра по его гипотенузе.

Для определения коэффициента k необходимо вычислить радиус инерции ребра:

Затем вычисляется гибкость ребра по гипотенузе:



Коэффициент k

	0	25	50	75	100	125	150	175	200
	1,00	0,95	0,89	0,77	0,61	0,45	0,33	0,25	0,20

С помощью полученных значений из таблицы 5, находим коэффициент k.

Для изготовления опор применяем сталь 20, у которой по ГОСТ 1050-88, . Допускаемое напряжение материала опоры на изгиб , определяемое по формуле с помощью таблицы 1. Коэффициента запаса выбираем при гидравлических испытаниях , тогда .

Расчётная часть

Опоры сварочные выполнены из стальных листов и фасонного проката. Расчет опор производится по максимальному весу аппарата, при заполнении его теплоносителями для проведения гидроиспытаний.

Общий вес теплообменного аппарата составляет = 9,8 т.

Суммарная площадь всех опор аппарата составляет:

- допускаемое напряжение для выбранного фундамента из бетона принимается равным 2 МПа, n - количество опор равное 8.

Нагрузка, приходящаяся на одну опору, определяется

Для определения коэффициента k необходимо вычислить радиус инерции ребра:

.

Затем вычисляется гибкость ребра по гипотенузе:

С помощью полученных значений из таблицы 6 находим коэффициент k:

Для изготовления опор применяем сталь 20, у которой по ГОСТ 1050-88, [2]. Допускаемое напряжение материала опоры на изгиб.

Толщина ребра опоры рассчитывается по зависимости:



Заключение

Рассчитан теплообменный аппарат для того, чтобы дымовые газы с температурой на входе нагревали воду, с начальной температурой , до состояния перегретого пара. Для полноценной реализации поставленных задач, теплообменный аппарат «разбили» на 3 секции. Это обусловлено необходимостью пространственного разграничения физических процессов: нагрев воды до температуры насыщения, парообразования внутри трубок и перегрев полученного пара. Данные процессы значительно различаются друг от друга.

Для каждой секции методом последовательных приближений были вычислены определяющие параметры: площадь поверхности теплообмена, с которой «снимается» теплота, передаваемая горячим теплоносителем; скорость горячего теплоносителя и длина трубки, на протяжении которой будет происходить процесс теплообмена; расход холодного теплоносителя, принимающего теплоту, и его скорость; коэффициенты теплоотдачи от дымовых газов, от теплоносителя в трубочках, а так же коэффициент теплопередачи через стенку.

· Площадь поверхности теплообмена: 122,3 м².

· Скорость горячего теплоносителя (дымовые газы): 75 м/с.

· Скорость воды: 0,5 м/с. Перегретого пара: 37 м/с

· Длина трубки: для 1-ой секции 22,6 м, для 2-ой секции 42,2 м, для 3-ей секции 8,11 м.

· Коэффициент теплоотдачи от дымовых газов: для 1-ой секции 462,3 Вт/(м²•К), для 2-ой секции 453,3 Вт/(м²•К), для 3-ей секции 392,8 Вт/(м²•К).

· Коэффициент теплоотдачи от теплоносителя в трубочках: для 1-ой секции(вода) 4233,8 Вт/(м²•К), для кипение 8297,4 Вт/(м²•К), для 3-ей секции (перегретый пар) 1979,2 Вт/(м²•К).

· Коэффициент теплопередачи: для 1-ой секции 408,1 Вт/(м²•К), для 2-ой секции 428,9 Вт/(м²•К), для 3-ей секции 323,3 Вт/(м²•К).

В ходе прочностного расчета были определены материалы и их геометрические размеры, масса в рабочем состоянии: 9800 кг; подобраны элементы крепежа секции к раме и их взаимное расположение на ней.

Список используемой литературы

1. Михеев М.А. Основы теплопередачи [Текст] / М.А. Михеев; И.М. Михеева. - Изд.3-е, репринтное. - М.: «БАСТЕТ», 2010. - 343 с.

2. Пиралишвили Ш.А. Расчет теплообменных аппаратов рекуперативного типа [Текст]: учебное пособие / Ш.А. Пиралишвили, М.Н. Сергеев. - Рыбинск: РГАТА, 2002. - 58 с.

3. Ягов В.В. Теплообмен в однофазных средах и при фазовых превращениях [Текст]: Учебное пособие / В.В. Ягов. - М.: Изд.дом МЭИ, 2014. - 541 с.

4. Бажан П.И. Справочник по теплообменным аппаратам: [Текст] / П.И. Бажан; Г.Е. Каневец, В.М. Селиверстов. - М.: Машиностроение, 1989. - 366 с.

5. Расчет тепловых процессов и установок в примерах и задачах: практикум / В.В. Шалай, А.Г. Михайлов, П.А. Батраков и др. - Омск: Издательство ОмГТУ, 2015. - 120 с.

Размещено на Allbest.ru